
- •32. Общие сведения о передачах: назначение, область применения. Краткая классификация передач, их основные характеристики. Принципы работы, кинематика, сравнительная оценка различных типов передач.
- •34. Зубчатые передачи. Достоинства и недостатки. Основные виды зубчатых передач. Основные параметры зубчатых колес. Передаточное число. Материалы и обработка.
- •35. Силы в зацеплении цилиндрических прямозубых и косозубых колес. Вывод формул.
- •36. Основные причины выхода из строя зубчатых колес и методы расчета для обеспечения работоспособности. (Характер и причины разрушения зубчатых передач. Виды расчета зубчатых передач).
- •37. Понятие коэффициента расчетной нагрузки для зубчатых передач. Коэффициент концентрации и динамичности нагрузки, их физический смысл: от каких параметров зависят величины этих коэффициентов.
- •38. Расчет зубьев цилиндрических прямозубых колес на сопротивление контактной усталости (по контактным напряжениям). Вывод расчетной зависимости и ее анализ.
- •39. Расчет зубьев цилиндрических прямозубых колес на изгибную усталость. Вывод расчетной зависимости на изгибную усталость. (Вывод формулы для расчета цилиндрических колес на изгиб).
- •40. Как определяются допускаемые контактные и изгибные напряжения передачи, работающей длительно с постоянной нагрузкой.
- •41. Коэффициент, учитывающий форму зуба, его физический смысл, от каких параметров он зависит и как изменяется с изменением числа зубьев и величины смещения инструмента при нарезании зубчатого колеса.
- •42. Особенности геометрии и условия работы косозубых цилиндрических передач. Длина линии контакта и распределение нагрузки по длине контакта.
- •43. Понятие "приведенное зубчатое колесо" и приведенное число зубьев косозубых цилиндрических колес. Коэффициент, учитывающий форму зуба косозубого цилиндрического зубчатого колеса.
37. Понятие коэффициента расчетной нагрузки для зубчатых передач. Коэффициент концентрации и динамичности нагрузки, их физический смысл: от каких параметров зависят величины этих коэффициентов.
При работе передачи возникают дополнительные нагрузки из-за ошибок изготовления деталей, их деформаций, погрешностей при сборке и условий эксплуатации. Расчетная нагрузка определяется умножением номинальной нагрузки на коэффициент нагрузки К > 1.
Коэффициенты нагрузки при расчете контактных напряжений обозначают Кн, при расчете напряжений изгиба — КF и определяют по зависимостям:
где КНА, КFА — коэффициенты, учитывающие внешнюю динамическую нагрузку. Значения этих коэффициентов выбирают в зависимости от характера работы механизма (равномерно или с периодическим изменением нагрузки).
КHβ, КFβ — коэффициенты концентрации нагрузки, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;
КНυ, КFυ — коэффициенты, учитывающие внутреннюю динамическую нагрузку передачи;
КНα, КFα— коэффициенты, учитывающие характер распределения нагрузки между зубьями.
Концентрация нагрузки по длине контактных линий возникает из-за погрешностей расположения зубьев, упругих деформаций зубьев, валов и их опор. Вследствие перечисленных факторов сопряженные профили зубьев без нагрузки контактируют не по всей длине. При нагружении зубья деформируются и контактируют по всей длине. Однако нагрузка распределится по контактной линии неравномерно, так как перемещения сечений зуба неодинаковы. Аналогичная картина возникает при закрутке шестерни, когда она выполнена заодно с валом.
Коэффициент концентрации нагрузки определяется отношением wmax/wср. Он зависит от угла перекоса и от ширины колеса b (или отношения Ψbd = b/d1, а также от расположения колес относительно опор. Приближенно коэффициент концентрации при симметричном расположении шестерни относительно опор принимают 1,05, при расположении вблизи опоры — 1,1, при консольном расположении — 1,2... 1,4. В целях уменьшения концентрации нагрузки повышают точность изготовления колес, жесткость валов и опор (используют конические роликовые подшипники вместо шариковых), выполняют продольную модификацию зубьев.
При проектировочном расчете передачи коэффициенты концентрации нагрузки КHβ, КFβ определяют по графикам в зависимости от относительной ширины колеса Ψbd, твердости материала и расположения колес относительно опор (варианты 1...7, рис. 5.12, б). С увеличением относительной ширины колес (Ψbd) коэффициенты концентрации растут. Особенно это заметно для колес из материалов с высокой твердостью поверхности из-за их плохой прирабатываемости.
На величину внутренней динамической нагрузки оказывают влияние ошибки шага зубьев, деформации изгиба зубьев под нагрузкой, переменная изгибная жесткость зубьев и опор, окружная скорость. Погрешности по шагу зубьев и деформации зубьев при изгибе вызывают ударные нагрузки на входе зубьев в зацепление. Удары отсутствуют, если контакт зубьев происходит на линии зацепления NN. а их основные шаги на торце равны. Если шаг зубьев шестерни меньше шага зубьев колеса, то контакт. Для возможности контакта на линии зацепления шаги должны выровняться в результате мгновенного деформирования зубьев. При этом возникает удар. Сила удара зависит от величины погрешности по шагу, жесткости зубьев, окружной скорости и присоединенных к колесам инерционных масс. Поэтому для каждой степени точности передачи ограничивают окружную скорость. Аналогичная картина возникает на выходе зубьев из зацепления.
Переменная жесткость зубьев обусловлена тем, что в зоне двухпарного зацепления нагрузка распределяется между двумя парами зубьев, а в зоне однопарного зацепления вся нагрузка воспринимается одной парой зубьев. Переменная жесткость подшипников качения связана с тем, что из-за погрешностей изготовления изменяется количество тел качения, воспринимающих нагрузку. Для приближенных расчетов значения КНυ, КFυ даны в таблицах.
Для уменьшения динамических нагрузок необходимо: повышать точность изготовления колес (уменьшать погрешности шага); выполнять зубья фланкированными для снижения удара при входе зубьев в зацепление; увеличивать коэффициент перекрытия, что позволит распределить динамическую силу на несколько зубьев и уменьшить ее влияние. Это достигается применением специальных зацеплений с исходным контуром α < 20° и увеличенной высотой зубьев.
Распределение нагрузки между парами зубьев зависит от суммарной погрешности шагов зубьев шестерни и колеса, суммарной податливости пары зацепляющихся зубьев и их склонности к приработке. Для прямозубых передач КНα=КFα= 1, для косозубых и шевронных передач КНα=КFα= 1 + 0,06 (nст-5), где nст — число, соответствующее степени точности (nст = 6...9).